曹建行

（1 北京縱橫機(jī)電科技有限公司， 北京100094;2 中國鐵道科學(xué)研究院集團(tuán)有限公司 高速鐵路與城軌交通系統(tǒng)技術(shù)國家工程研究中心， 北京100081）

隨著高速動車組運(yùn)營速度的提高，特別是“復(fù)興號”系列動車組的批量運(yùn)營，列車的制動可靠性成為了軌道交通行業(yè)關(guān)注的重點(diǎn)。制動盤作為高速動車組制動系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，制動功率大，運(yùn)用工況復(fù)雜，其緊固件連接性能對列車制動盤的可靠性起著至關(guān)重要的作用［1-2］。

高速列車輪裝制動盤為法蘭式圓盤狀結(jié)構(gòu)，由多顆螺栓連接到輪輻兩側(cè)。緊固螺栓安裝預(yù)緊力的準(zhǔn)確性和一致性是決定產(chǎn)品緊固性能的重要因素，也是評價產(chǎn)品安裝質(zhì)量的重要指標(biāo)［3］。但高速列車輪裝制動盤的運(yùn)用工況復(fù)雜，產(chǎn)品結(jié)構(gòu)緊湊，螺栓預(yù)緊力的精細(xì)化設(shè)計成為了制動盤開發(fā)過程中的難點(diǎn)問題；同時，在當(dāng)前傳統(tǒng)扭矩法的擰緊工藝下，緊固件摩擦系數(shù)的離散性會影響安裝預(yù)緊力的精確控制［4-5］。文中深入研究制動盤的緊固技術(shù)，以VDI2230 高強(qiáng)度螺栓連接理論（以下簡稱“VDI2230 理論”）為基礎(chǔ)，建立適用于輪裝制動盤的緊固連接計算模型，確定螺栓目標(biāo)預(yù)緊力；針對工業(yè)生產(chǎn)中制動盤螺栓安裝預(yù)緊力的控制要求，開發(fā)輪裝制動盤扭矩—轉(zhuǎn)角法組裝工藝。提高工業(yè)化生產(chǎn)中制動盤螺栓預(yù)緊力的準(zhǔn)確性和一致性，達(dá)到提升制動盤可靠性的目的。

1 緊固連接計算

以某型號速度350 km/h 高速動車組輪裝制動盤為研究對象，研究緊固連接理論，建立緊固連接計算模型，確定螺栓目標(biāo)預(yù)緊力。 該計算以VDI2230 理論為基礎(chǔ)，結(jié)合輪裝制動盤的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及服役特性，對制動盤螺栓進(jìn)行緊固分析。

輪裝制動盤由螺栓和螺母把盤體緊固連接到輪輻兩側(cè)，如圖1 所示。列車制動時，閘片與制動盤摩擦對車輪產(chǎn)生制動扭矩。列車制動過程中將動能轉(zhuǎn)化成熱能，摩擦制動產(chǎn)生的熱能被制動盤儲存并逐步傳遞到車輪和空氣中［6-8］。制動過程中，制動盤螺栓需要提供滿足制動扭矩所需的最小夾緊力，需要考慮由于微觀嵌入作用和溫度變化引起的預(yù)緊力損失，考慮工作載荷對螺栓軸力的影響［9］。

圖1 輪裝制動盤結(jié)構(gòu)示意圖

1.1 受力模型

根據(jù)輪裝制動盤的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，將法蘭結(jié)構(gòu)多螺栓連接問題簡化為同心夾緊和同心加載的單螺栓連接問題，建立螺栓的受力模型［10］。連接結(jié)構(gòu)的簡化模型如圖2 所示，連接結(jié)構(gòu)受力模型如圖3所示。

圖2 螺栓連接簡化模型

圖3 螺栓的受力模型

1.2 校核計算

1.2.1 確定最小夾緊力

制動盤螺栓需要提供滿足制動扭矩所需的最小夾緊力FKerf為式（1）：

式中：FKerf為最小夾緊力；FQmax為螺栓橫向載荷；i為螺栓數(shù)量；qF為分界面數(shù)量；μTmin為分界面間的最小摩擦系數(shù)。

1.2.2 確定工作載荷

列車高速運(yùn)行過程中，制動盤承受頻繁振動沖擊力FA1，列車高速制動過程中，螺栓承受盤體熱膨脹帶來的熱載荷FA2。

則螺栓附加工作載荷為式（2）：

式中：Φ為載荷系數(shù)。

由于振動沖擊引起的夾緊件附加工作載荷為式（3）：

緊固連接模型的載荷系數(shù)為式（4）：

式中：δp為夾緊件的柔度；δs為螺栓的柔度。

1.2.3 確定預(yù)緊力的變化量

各分界面和螺紋間的微觀壓潰會導(dǎo)致螺栓安裝預(yù)緊力的衰減，安裝預(yù)緊力的衰減量為式（5）：

式中：fZ為微觀壓潰量。

由于制動盤螺栓和夾緊件具有不同的熱膨脹系數(shù)，當(dāng)制動過程中溫度發(fā)生變化時，安裝預(yù)緊力會發(fā)生衰減，衰減量為式（6）：

式中：lK為夾緊長度；ΔTS為螺栓的溫度變化量；ΔTP為夾緊件的溫度變化量；ESRT為螺栓室溫彈性模量；EST為螺栓工作溫度下彈性模量；EPRT為夾緊件室溫彈性模量；EPT為夾緊件工作溫度下彈性模量。

1.2.4 確定安裝預(yù)緊力

考慮到制動盤工作過程中安裝預(yù)緊力的變化量和工作載荷對螺栓軸力的影響，結(jié)合滿足制動扭矩所需的最小夾緊力，可以確定制動盤螺栓的最小安裝預(yù)緊力為式（7）：

確定最大安裝預(yù)緊力為式（8）：

式中：αA為擰緊系數(shù)。

1.2.5 校核螺栓的安裝預(yù)緊力

螺栓所允許的最大安裝預(yù)緊力為式（9）：

式中：A0為螺栓最小橫截面積；RP0.2min為螺栓最小屈服強(qiáng)度；μG為螺紋間摩擦系數(shù)；P為螺距；d0為螺栓最小直徑；d2為螺栓的螺紋中徑。

螺栓安裝預(yù)緊力需滿足FMmax≤FMzul。

1.2.6 校核螺栓的工作應(yīng)力

螺栓的最大軸向載荷為式（10）：

螺栓最大拉應(yīng)力為式（11）：

螺栓最大扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力為式（12）：

其中，

螺栓最大等效應(yīng)力為式（15）：

螺栓工作應(yīng)力安全系數(shù)需滿足式（16）：

1.2.7 校核螺栓的交變應(yīng)力

連接螺栓交變應(yīng)力幅為式（17）：

式中：FSAo為最大軸向附加載荷；FSAu為軸向最小附加載荷；AS為螺紋應(yīng)力截面積。

高強(qiáng)螺栓關(guān)于應(yīng)力截面AS的疲勞極限在ND≥2×106交變次數(shù)的參考值：

熱處理前滾絲（SV）為式（18）：

熱處理后滾絲（SG）為式（19）：

式中：d為螺栓螺紋公稱直徑；FSm螺栓平均載荷；F0.2min為螺栓最小屈服載荷。

螺栓交變應(yīng)力安全系數(shù)需滿足以下要求為式（20）：

1.2.8 校核表面抗壓強(qiáng)度

表面抗壓強(qiáng)度需滿足以下要求：

式中：pMmax為裝配狀態(tài)表面最大壓應(yīng)力；pBmax為工作狀態(tài)表面最大壓應(yīng)力；Ap為螺栓或螺母支承面積；pG螺栓、螺母或墊圈的最大許用壓應(yīng)力。

1.2.9 校核抗滑移能力

緊固連接模型中，螺栓的橫向載荷需要承擔(dān)制動扭矩，因此：

最小殘余夾緊力：FKRmin=FKerf

承擔(dān)橫向載荷所需的最小夾緊力為式（21）：

抗滑移安全系數(shù)需滿足如下要求為式（22）：

1.3 結(jié)果分析

按照建立的計算模型，結(jié)合制動盤的運(yùn)用工況，對制動盤螺栓的安裝預(yù)緊力進(jìn)行校核計算，計算結(jié)果見表1。

表1 計算結(jié)果

從計算結(jié)果可以看出，滿足運(yùn)用要求的預(yù)緊力 控 制 范 圍 在40～65 kN 之 間，該 范 圍 內(nèi)，SF、SD、SPG、SBG、SG大于等于1.0。各項(xiàng)安全系數(shù)滿足運(yùn)用要求?？紤]裝配過程中安裝預(yù)緊力的離散性，確定扭矩—轉(zhuǎn)角法工藝開發(fā)過程中螺栓的目標(biāo)預(yù)緊力為55 kN。

2 工藝參數(shù)研究

通過扭拉試驗(yàn)，研究緊固件的扭拉特性，探索初步的扭矩—轉(zhuǎn)角法組裝工藝參數(shù)。試驗(yàn)室扭拉特性測試設(shè)備為Schatz 臥式擰緊試驗(yàn)機(jī)。

2.1 扭拉試驗(yàn)

考慮到螺紋配合界面間摩擦系數(shù)、毛刺、凸起等離散性因素的影響，試驗(yàn)時先對螺母施加一定預(yù)緊扭矩，然后再擰松螺母，對螺紋進(jìn)行磨合，最后按目標(biāo)預(yù)緊力進(jìn)行扭拉測試試驗(yàn)。取5 套緊固件作為試驗(yàn)樣本進(jìn)行測試，試驗(yàn)結(jié)果如圖4 所示。

圖4 試驗(yàn)樣本扭矩轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線

貼緊扭矩達(dá)到30 N·m 時，試驗(yàn)螺栓扭拉關(guān)系曲線全部進(jìn)入線性段，表明緊固件已經(jīng)完全貼合。考慮到擰緊時摩擦系數(shù)具有一定的離散性，為了保證所有螺栓均完全貼合，貼緊扭矩通常為試驗(yàn)值的1.3 倍，因此初步確定貼緊扭矩為40 N·m。擰緊試驗(yàn)過程中，扭矩達(dá)到4 N·m 時，開始記錄扭轉(zhuǎn)角度，當(dāng)螺栓軸力達(dá)到目標(biāo)預(yù)緊力時，各試驗(yàn)樣本的扭矩轉(zhuǎn)角度見表2，扭轉(zhuǎn)角度均值為79.5°。確定初步的工藝參數(shù)為40 N·m+79.5°。

表2 扭轉(zhuǎn)角度 單位：（°）

2.2 參數(shù)修正

試驗(yàn)室扭拉試驗(yàn)機(jī)的夾緊層材料為鋁合金，制動盤的實(shí)際夾緊層材料為鑄鋼，分析對比2 種夾層材料的彈性模量，見表3。由表3 可知，扭拉試驗(yàn)機(jī)的夾層剛度小于制動盤的夾層剛度。因此采用扭矩轉(zhuǎn)角法進(jìn)行組裝時，扭拉試驗(yàn)測得的扭轉(zhuǎn)角度要大于實(shí)際組裝過程中的扭轉(zhuǎn)角度。有必要對扭拉試驗(yàn)測得的扭轉(zhuǎn)角度進(jìn)行修正。

表3 夾緊層材料彈性模量 單位：GPa

扭矩—轉(zhuǎn)角法是在組裝過程中螺紋緊固件達(dá)到規(guī)定的起始扭矩后，再轉(zhuǎn)動螺紋件達(dá)到目標(biāo)角度的一種緊固件安裝方法［11］。具體原理為：螺紋副相對轉(zhuǎn)動一定的角位移后使螺栓產(chǎn)生一定的軸向伸長量，從而產(chǎn)生軸向預(yù)緊力。根據(jù)扭矩—轉(zhuǎn)角法的擰緊原理建立螺栓的受力三角形模型，如圖5 所示。

圖5 扭矩—轉(zhuǎn)角法擰緊過程螺栓受力三角形

由圖5 可以看出，擰緊螺母達(dá)到貼緊扭矩40 N·m 時，螺栓軸力 為F0，螺栓變形量為lS0，夾緊件的變形量為lP0。當(dāng)不停頓繼續(xù)擰緊，并開始記錄扭轉(zhuǎn)角度，扭轉(zhuǎn)角度達(dá)到λ時，螺栓軸力達(dá)到目標(biāo)預(yù)緊力FM，螺栓變形量為lSM，夾緊件變形量為lPM，由此可以得出：

螺栓的彈性變形量為式（23）：

式中：A為螺栓橫截面積；EP為夾緊件彈性模量。

夾緊件的彈性變形量為式（24）：

擰緊過程中，螺母的扭轉(zhuǎn)角度轉(zhuǎn)化為螺栓和夾緊件的彈性變形量，由此可以得出式（25）：

式中：P為螺紋螺距。

由式（23）～（25）可以得出式（26）：

式中：η為修正系數(shù)。

結(jié)合輪裝制動盤的實(shí)際工況參數(shù)可以得出：修正系數(shù)η=0.55，制動盤作為夾緊層時λ鋼=43.76°。根據(jù)實(shí)際組裝工況對扭轉(zhuǎn)角度進(jìn)行取整，從而確定初步的工藝參數(shù)為40 N·m+45°?？紤]到實(shí)際組裝條件影響因素較多，該工藝參數(shù)還需在工程實(shí)踐中進(jìn)行驗(yàn)證。

3 組裝驗(yàn)證試驗(yàn)

為了驗(yàn)證試驗(yàn)室扭矩—轉(zhuǎn)角法工藝參數(shù)的準(zhǔn)確性，確定扭矩—轉(zhuǎn)角法的最終工藝參數(shù)，進(jìn)行組裝驗(yàn)證試驗(yàn)。

3.1 試裝試驗(yàn)

在組裝現(xiàn)場對初步的扭矩—轉(zhuǎn)角工藝參數(shù)40 N·m+45°進(jìn)行試裝，試驗(yàn)樣本為1 套輪裝制動盤（包括12 顆螺栓），組裝設(shè)備為Atlas 自動擰緊機(jī)。組裝完成后，采用超聲波軸力測試設(shè)備對螺栓預(yù)緊力進(jìn)行測試，記錄螺栓的預(yù)緊力值。

扭矩—轉(zhuǎn)角工藝參數(shù)為40 N·m+45°時，試驗(yàn)結(jié)果如圖6 所示，1 套制動盤12 螺栓共測得8 個有效預(yù)緊力值。

圖6 螺栓預(yù)緊力分布圖

從圖6 可以看出，當(dāng)扭矩—轉(zhuǎn)角工藝組裝參數(shù)為40 N·m+45°時，測得的安裝預(yù)緊力均小于目標(biāo)預(yù)緊力，因此該扭矩—轉(zhuǎn)角工藝組裝參數(shù)不滿足工程應(yīng)用要求，需要對扭轉(zhuǎn)角度進(jìn)行調(diào)整。

3.2 參數(shù)調(diào)整試驗(yàn)

根據(jù)試裝情況，增大扭轉(zhuǎn)角度進(jìn)行參數(shù)調(diào)整試驗(yàn)，扭矩—轉(zhuǎn)角工藝參數(shù)分別為40 N·m+47.5°、40 N·m+50°和40 N·m+52.5°，每個工藝參數(shù)試驗(yàn)樣本均為1 套輪裝制動盤，試驗(yàn)結(jié)果如圖7 所示。

圖7 各組螺栓預(yù)緊力分布圖

由圖7 可以看出，第1 組制動盤組裝工藝參數(shù)為40 N·m+47.5°，安裝預(yù)緊力范圍為48～54 kN，均小于目標(biāo)預(yù)緊力；第2 組制動盤組裝工藝參數(shù)為40 N·m+50°，安裝預(yù)緊力范圍為52～57 kN，安裝預(yù)緊力圍繞目標(biāo)預(yù)緊力上下波動；第3 組制動盤組裝工藝參數(shù)為40 N·m+52.5°，安裝預(yù)緊力范圍為54～62 kN，大部分安裝預(yù)緊力大于目標(biāo)預(yù)緊力。因此確定適用于制動盤組裝的扭矩轉(zhuǎn)角工藝參數(shù)為40 N·m+50°。

3.3 擴(kuò)大樣本試驗(yàn)

為了驗(yàn)證輪裝制動盤扭矩—轉(zhuǎn)角工藝組裝參數(shù)（40 N·m+50°）的適應(yīng)性，確定扭矩—轉(zhuǎn)角法組裝工藝的監(jiān)控扭矩，進(jìn)行擴(kuò)大樣本組裝試驗(yàn)，試驗(yàn)樣本為4 套制動盤（每套12 顆螺栓），在A、B 2 個不同的組裝廠進(jìn)行試驗(yàn)。具體試驗(yàn)方案：在A 廠組裝1 套制動盤，采用相同批次緊固件；在B 廠組裝3 套制動盤，其中2 套為相同批次緊固件，1 套為不同批次緊固件。按照上述試驗(yàn)方案進(jìn)行試驗(yàn)，對螺栓預(yù)緊力進(jìn)行測試，試驗(yàn)結(jié)果如圖8 所示。

圖8 擴(kuò)大樣本試驗(yàn)數(shù)據(jù)匯總

由圖8 中（a）試驗(yàn)結(jié)果可以看出，螺栓安裝預(yù)緊力分布在50～65 kN 之間，圍繞目標(biāo)預(yù)緊力55 kN 上下波動，一致性較好，滿足預(yù)緊力的范圍要求，說明扭矩轉(zhuǎn)角工藝參數(shù)（40 N·m+50°）合理可行，具有良好的穩(wěn)定性和適應(yīng)性。

為了增強(qiáng)扭矩—轉(zhuǎn)角法組裝過程中異常件的辨識能力，需要確定合理的扭矩范圍，作為制動盤組裝過程中的監(jiān)控扭矩。由圖8 中（b）試驗(yàn)結(jié)果可以看出，安裝扭矩分布在137～175 N·m 之間，安裝扭矩一致性較好，考慮到批量組裝過程中緊固件摩擦系數(shù)的離散性，在試驗(yàn)結(jié)果的基礎(chǔ)上適當(dāng)增大監(jiān)控扭矩范圍為130～190 N·m。

4 結(jié) 論

文中形成了以緊固連接計算為依據(jù)，以扭拉試驗(yàn)結(jié)果為基礎(chǔ)的緊固件扭矩—轉(zhuǎn)角法組裝工藝開發(fā)流程。具體結(jié)論如下：

（1）基于VDI2230 理論對高速動車組輪裝制動盤進(jìn)行緊固連接計算，建立適用于輪裝制動盤的緊固連接計算模型，確定了螺栓目標(biāo)預(yù)緊力。

（2）通過扭拉試驗(yàn)，研究了緊固件的扭拉特性和初步的扭矩—轉(zhuǎn)角工藝參數(shù)，提出了以試驗(yàn)為基礎(chǔ)的工藝參數(shù)修正方法，確定了初步的扭矩—轉(zhuǎn)角法組裝工藝參數(shù)。

（3）通過工廠驗(yàn)證試驗(yàn)，明確了最終的扭矩—轉(zhuǎn)角工藝參數(shù)及監(jiān)控扭矩，驗(yàn)證了工藝參數(shù)的穩(wěn)定性和適應(yīng)性，增強(qiáng)了制動盤組裝工藝故障件的辨識能力。